capitolo 2 ciclo brayton turbine a gas

CAPITOLO 2
CICLO BRAYTON
TURBINE A GAS
Cap. 2
1
CICLO BRAYTON
IL CICLO TERMODINAMICO BRAYTON E’ COMPOSTO DA QUATTRO
TRASFORMAZIONI PRINCIPALI (COMPRESSIONE, RISCALDAMENTO,
ESPANSIONE E RAFFREDDAMENTO), PIÙ ALTRE TRASFORMAZIONI
ACCESSORIE CHE CARATTERIZZANO LE DIVERSE VARIANTI POSSIBILI
POICHE’ NELLE TRASFORMAZIONI IL FLUIDO DI LAVORO E’ SEMPRE
ALLO STATO GASSOSO, IL CICLO E’ DETTO A FLUIDO MONOFASE
IL FLUIDO DI LAVORO È COSTITUITO,
MAGGIORANZA DELLE APPLICAZIONI, DA ARIA
Cap. 1
NELLA
STRAGRANDE
2
CICLO BRAYTON - TURBINE A GAS
I COMPONENTI PRINCIPALI DELL’IMPIANTO SONO:
• COMPRESSORE
• COMBUSTORE
• TURBINA
IL COMPONENTE PRINCIPALE E’ QUELLO CHE PRODUCE ENERGIA
(MECCANICA ===> ELETTRICA) ED E’ LA TURBINA, DETTA TURBINA A
GAS
LA DEFINIZIONE “A GAS” E’ LEGATA AL FLUIDO DI LAVORO, CHE IN
TUTTE LE QUATTRO TRASFORMAZIONI E' ALLO STATO GASSOSO (E
QUINDI COMPRIMIBILE)
Cap. 1
3
CICLO BRAYTON -
CICLO CHIUSO IDEALE
IL FLUIDO DI LAVORO COMPIE TUTTE LE QUATTRO TRASFORMAZIONI IN
FORMA CICLICA, SENZA CONTATTO CON L'ESTERNO
E' UN CICLO IDEALE CHE, NELLA PRATICA, NON VIENE MAI UTILIZZATO
1-2
2-3
3-4
4-1
COMPRESSIONE ADIABATICA ISOENTROPICA
RISCALDAMENTO ISOBARO
ESPANSIONE ADIABATICA ISOENTROPICA
RAFFREDDAMENTO ISOBARO
Cap. 2
4
CICLO BRAYTON - CICLO APERTO CON COMBUSTIONE ESTERNA
IL FLUIDO DI LAVORO E' ARIA, CHE COMPIE LE
TRASFORMAZIONI E POI VIENE SCARICATA ALL'ESTERNO
PRIME
TRE
DAL PUNTO DI VISTA TERMODINAMICO, LO SCARICO DELL'ARIA
ALL'ESTERNO
EQUIVALE
AL
RAFFREDDAMENTO
DELLA
TRASFORMAZIONE 4-1 DEL CICLO CHIUSO
Cap. 2
5
CICLO BRAYTON - CICLO APERTO CON COMBUSTIONE INTERNA
RISPETTO AL PRECEDENTE, LA FASE DI RISCALDAMENTO VIENE
SOSTITUITA DALLA REAZIONE DI COMBUSTIONE FRA COMBUSTIBILE E ARIA
DI LAVORO. IL FLUIDO DI LAVORO VIENE POI IMMESSO IN TURBINA E, AL
TERMINE DELL'ESPANSIONE, SCARICATO ALL'ESTERNO
DAL PUNTO DI VISTA TERMODINAMICO, NON CI SONO DIFFERENZE CON IL
CICLO CHIUSO E CON QUELLO APERTO CON COMBUSTIONE ESTERNA
L’ARIA DI LAVORO E’ MOLTO SUPERIORE AL DOSAGGIO STECHIOMETRICO
CHE SERVE PER LA COMBUSTIONE.
DOSANDO IL COMBUSTIBILE, SI OTTIENE LA DESIDERATA TEMPERATURA DI
FINE RISCALDAMENTO
Cap. 2
6
CICLO BRAYTON - CICLO APERTO CON COMBUSTIONE INTERNA
1-2 COMPRESSIONE ADIABATICA (ISOENTROPICA NEL CICLO IDEALE)
2-3 COMBUSTIONE ISOBARA
3-4 ESPANSIONE ADIABATICA (ISOENTROPICA NEL CICLO IDEALE)
4-1 SCARICO IN ATMOSFERA (= RAFFREDDAMENTO)
Cap. 2
7
TERMODINAMICA DEL CICLO IDEALE
lt
lc
qe
qu
=
=
=
=
qe
qu
lc
lt
=
=
=
=
LAVORO USCENTE (TURBINA)
LAVORO ENTRANTE (COMPRESSORE)
CALORE ENTRANTE (COMBUSTORE)
CALORE USCENTE (SCARICO)
Cp (T3 - T2)
Cp (T4 - T1)
Cp (T2 - T1)
Cp (T3 - T4)
lc + qe - lt - qu = 0
qe - qu = lt - lc > 0
LAVORO NETTO PRODOTTO DAL CICLO
l = lt - lc
Cap. 2
8
RENDIMENTO DEL CICLO IDEALE
k
= Cp / Cv
f
= (k - 1) / k
RAPPORTO DI COMPRESSIONE
β
= p2 / p1 = p3 / p4
RENDIMENTO DEL CICLO
-f
η = 1 - T1 / T2 = 1 - T4 / T3 = 1 - β
Cap. 2
9
RENDIMENTO DEL CICLO IDEALE
IL RENDIMENTO CRESCE IN FUNZIONE DEL RAPPORTO DI COMPRESSIONE β
E
DEL RAPPORTO DI TEMPERATURE T2/T1 OPPURE T3/T4
NEL CICLO APERTO T1 E' LA TEMPERATURA ATMOSFERICA E p1 E' LA PRESSIONE
ATMOSFERICA, PER CUI NON SONO MODIFICABILI
L'AUMENTO DEL RAPPORTO DI COMPRESSIONE SI OTTIENE AUMENTANDO LA
PRESSIONE p2 (CHE E' ANCHE LA PRESSIONE DI COMBUSTIONE E LA PRESSIONE
DI INGRESSO IN TURBINA) E, CONSEGUENTEMENTE, LE TEMPERATURE T2 E T3
NELLA TURBINA, IN OGNI PUNTO DI OGNI PALETTA SI REGISTRA UNA
TEMPERATURA
COSTANTE
DURANTE
IL
FUNZIONAMENTO.
IL
LIMITE
ALL'INCREMENTO DI p3 E T3 E' DATO DAL LIMITE DI RESISTENZA MECCANICHE
DELLE PALETTE DELLA SEZIONE DI INGRESSO DELLA TURBINA (DOVE CI SONO LA
MASSIMA TEMPERATURA E LA MASSIMA PRESSIONE)
Cap. 2
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RENDIMENTO DEL CICLO REALE
ATTUALMENTE SI REALIZZANO CICLI BRAYTON CON TEMPERATURE
MASSIME DELL'ORDINE DEI 1000-1100°C (1300 K) E PRES SIONI DI INGRESSO
IN TURBINA DI CIRCA 40 BAR, CON ASPIRAZIONE E SCARICO IN ATMOSFERA
(1 BAR, 300 K)
UN CICLO DI CARNOT OPERANTE FRA LE STESSE TEMPERATURE MASSIMA
E MINIMA AVREBBE UN RENDIMENTO SUPERIORE AL 75%
IL RENDIMENTO DI UN CICLO BRAYTON IDEALE CARATTERIZZATO DAGLI
STESSI DATI E' DEL 60% CIRCA. E' PIU' BASSO PERCHE' L'INTRODUZIONE DI
CALORE AVVIENE A TEMPERATURE INFERIORI ALLA MASSIMA E LO
SCARICO A TEMPERATURE SUPERIORI ALLA MINIMA
IL RENDIMENTO DELLE MACCHINE REALI E' MOLTO PIU' BASSO (max 40%
circa), PER EFFETTO DI VARI TIPI DI PERDITE, DESCRITTI NEL SEGUITO
Cap. 2
11
TERMODINAMICA DEL CICLO REALE
lt
lc
qe
qu
=
=
=
=
LAVORO USCENTE (TURBINA)
LAVORO ENTRANTE (COMPRESSORE)
CALORE ENTRANTE (COMBUSTORE)
CALORE USCENTE (SCARICO)
qe =
qu =
Cp (T3’ - T2’) = qu id / ηb = Cp (T3 - T2) / ηb
Cp (T4’ - T1’)
lc
lt
Cp (T2’ - T1’) = lc id / ηc = Cp (T2 - T1) / ηc
Cp (T3’ - T4’) = lt id x ηt = Cp (T3 - T1) x ηt
=
=
ηc E ηt SONO I RENDIMENTI COMPLESSIVI DI COMPRESSORE E TURBINA,
CHE INCLUDONO IL RENDIMENTO ADIABATICO, QUELLO MECCANICO E
QUELLO ELETTRICO
ηb E’ IL RENDIMENTO DEL COMBUSTORE
Cap. 2
12
RIGENERAZIONE
PUO' ESSERE APPLICATA AL CICLO SEMPLICE, CON LO SCOPO DI
OTTENERE UN AUMENTO DI RENDIMENTO
IL FLUIDO CALDO IN USCITA DALLA TURBINA VIENE UTILIZZATO PER UN
PRERISCALDAMENTO DEL FLUIDO IN USCITA DAL COMPRESSORE, PRIMA
DELLA COMBUSTIONE
Cap. 2
13
RIGENERAZIONE
PUO' ESSERE APPLICATA SOLAMENTE SE LA TEMPERATURA DEL FLUIDO
IN USCITA DALLA TURBINA E' PIU' ELEVATA DI QUELLA IN USCITA DAL
COMPRESSORE
CIO' SI VERIFICA SOLAMENTE SE:
β < = (T4 / T1)
1/2f
DATO CHE LA RIGENERAZIONE SI APPLICA AI CICLI CON RAPPORTO DI
COMPRESSIONE PIU' BASSO, ESISTERANNO COMUNQUE DEI CICLI NON
RIGENERATIVI, CARATTERIZZATI DA UN β MOLTO ELEVATO, CHE HANNO
RENDIMENTO SUPERIORE AI CICLI CON RIGENERAZIONE
Cap. 2
14
TERMODINAMICA DEL CICLO REALE
COMPRESSIONE
LA COMPRESSIONE E' ADIABATICA, MA NON E' ISOENTROPICA. IL LAVORO
TERMODINAMICO DI COMPRESSIONE E' INCREMENTATO RISPETTO A
QUELLO IDEALE. SE NE TIENE CONTO COL RENDIMENTO ADIABATICO
DI COMPRESSIONE ηAC (0,70÷0,85)
A FRONTE DI QUESTO SVANTAGGIO, NE DERIVA IL VANTAGGIO CHE
L'AUMENTO DEL LAVORO TERMODINAMICO SI TRADUCE IN UNA
TEMPERATURA DI FINE COMPRESSIONE PIU' ELEVATA, CONSENTENDO
UN RISPARMIO NEL CALORE INTRODOTTO
IL
LAVORO
DI
COMPRESSIONE
RISULTA
ULTERIORMENTE
INCREMENTATO RISPETTO A QUELLO IDEALE, PER EFFETTO DELLE
PERDITE MECCANICHE. SE NE TIENE CONTO COL RENDIMENTO
MECCANICO ηMC (0,95÷0,99)
Cap. 2
15
TERMODINAMICA DEL CICLO REALE
ESPANSIONE
L'ESPANSIONE E' ADIABATICA, MA NON E' ISOENTROPICA. IL LAVORO
TERMODINAMICO DI ESPANSIONE E' RIDOTTO RISPETTO A QUELLO
IDEALE. SE NE TIENE CONTO COL RENDIMENTO ADIABATICO DI
ESPANSIONE ηAT (0,75÷0,92)
IL LAVORO DI ESPANSIONE RISULTA ULTERIORMENTE RIDOTTO RISPETTO
A QUELLO IDEALE, PER EFFETTO DELLE PERDITE MECCANICHE E DELLE
PERDITE DEL GENERATORE. SE NE TIENE CONTO COL RENDIMENTO
MECCANICO ηMT (0,95÷0,99) E COL RENDIMENTO ELETTRICO ηE (0,94÷0,98)
Cap. 2
16
TERMODINAMICA DEL CICLO REALE
COMBUSTIONE
LA COMBUSTIONE AVVIENE CON UN RENDIMENTO < 1 PERCHE':
•
•
UNA PARTE DEL COMBUSTIBILE NON VIENE BRUCIATA DURANTE LA
COMBUSTIONE
LA CAMERA DI COMBUSTIONE DISPERDE CALORE VERSO L'ESTERNO
SE NE TIENE CONTO COL RENDIMENTO DI COMBUSTIONE ηb (0,94÷0,98)
DATO CHE SI UTILIZZA UN RAPPORTO ARIA/COMBUSTIBILE DI CIRCA 60
(MOLTO PIU' ELEVATO DEL VALORE STECHIOMETRICO CHE E’ CIRCA 15
PER GLI IDROCARBURI), SI OTTIENE UN RENDIMENTO DI COMBUSTIONE
ELEVATO, PERCHE’ CI SONO POCHI INCOMBUSTI
Cap. 2
17
PRESTAZIONI DELLE MACCHINE REALI
IL RENDIMENTO DELLE MACCHINE REALI DIPENDE FORTEMENTE
DALLA TAGLIA E VARIA FRA:
• 20% CIRCA PER LE MACCHINE PIU’ PICCOLE (0,5 MW)
• 40% CIRCA PER LE MACCHINE PIU’ GRANDI (250 MW)
Cap. 2
18
TURBINE A GAS PER IMPIEGO AERONAUTICO
LA TURBINA ESPANDE IL FLUIDO QUANTO BASTA PER TRASCINARE IL
COMPRESSORE
IL FLUIDO ALLO SCARICO VIENE ESPULSO A PRESSIONE ANCORA
ELEVATA E QUINDI AD ELEVATA VELOCITA'
LA SUA QUANTITA' DI MOTO (PRODOTTO MASSA x VELOCITA') VIENE
EQUILIBRATA DA UNA QUANTITA' DI MOTO UGUALE ED OPPOSTA CHE FA
AVANZARE L'AEREO
Cap. 2
19
COMBUSTIBILI
NEI CICLI CON COMBUSTIONE INTERNA, IL COMBUSTIBILE DEVE ESSERE
TALE DA NON PROVOCARE UN DANNEGGIAMENTO O UNO SPORCAMENTO
DELLE PALE DELLA TURBINA
NEGLI IMPIEGHI AERONAUTICI
(NORMALMENTE KEROSENE)
SI
USANO
COMBUSTIBILI
LIQUIDI
NEGLI IMPIANTI FISSI SI USA NORMALMENTE GAS NATURALE (METANO)
Cap. 2
20
CONFRONTO FRA TURBINE A VAPORE E TURBINE A GAS
TURBINE A GAS:
TAGLIA PIU' RIDOTTA (300 kW - 250 MW)
•
GRANDE RAPIDITA' DI VARIAZIONE DI CARICO (AVVIAMENTO E
•
RAGGIUNGIMENTO DELLA POTENZA MASSIMA IN 1 MINUTO CIRCA)
RENDIMENTI PIU' RIDOTTI (MAX 40%)
•
TURBINE A VAPORE:
TAGLIA MOLTO PIU' GRANDE (1 MW - 1.000 MW)
•
LENTEZZA NELLE VARIAZIONE DI CARICO (PER L'AVVIAMENTO ED IL
•
RAGGIUNGIMENTO DEL CARICO MASSIM0 OCCORRONO ALCUNE ORE)
RENDIMENTI PIU' ELEVATI (42÷44%)
•
Cap. 2
21
COGENERAZIONE CON TURBINE A GAS
I GAS SCARICATI DALLE TURBOGAS NON VENGONO PIU' RIUTILIZZATI NEL
CICLO
IL CALORE CHE POSSEGGONO PER EFFETTO DELLA LORO TEMPERATURA
MOLTO ELEVATA PUO' ESSERE UTILIZZATO PER RISCALDARE DEI FLUIDI
DA IMPIEGARE IN ALTRI IMPIANTI
LA TEMPERATURA MOLTO ELEVATA DEI GAS DI SCARICO CONSENTE IL
LORO IMPIEGO IN COGENERAZIONE ANCHE IN CASI IN CUI SONO
RICHIESTI FLUIDI A TEMPERATURA MOLTO ELEVATA
Cap. 2
22
IMPIEGO DELLE TURBINE A GAS
•
MOTORI A REAZIONE DI AEREI
•
IMPIANTI DI PICCOLA POTENZA
•
CICLI MISTI GAS-VAPORE (CON I GAS DI SCARICO A TEMPERATURA
ELEVATA DELLE TURBOGAS SI RISCALDA VAPORE, CHE VIENE
ESPANSO IN UNA TURBINA A VAPORE, OTTENENDO UN CICLO DAL
RENDIMENTO COMPLESSIVO CHE PUO' SUPERARE ANCHE IL 50%)
•
IMPIANTI DI COGENERAZIONE
TEMPERATURA ELEVATA
CON
Cap. 2
NECESSITA'
DI
CALORE
A
23